帶式輸送機傳動裝置中一級圓柱齒輪減速器設計方案

1、機械設計課程設計計算說明書設計課程題目帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器的院）系 機械工程系專業(yè)機電一體化技術班級 機電 1231設計者指導老師機械系2014 年 6 月 20 日摘要CNC機本次設計的課題是一級圓柱齒輪減速器在傳動裝置中的應用，通過合理的計算得出相應的機器部 件，同時也分析了部分零件的加工工藝和一些附件的設計與計算過程。本次設計注重的是幾個常見的零 件的加工工藝分析和部件的計算，這樣使得對設計減速器有更深層的認識，同時也強調了對減速器總體 結構的認識和一些轉配的方法。在 21 世紀成套機械裝備中，齒輪仍然是機械傳動的基本部件。 床和工藝技術的發(fā)展，推動了機械工藝的飛速發(fā)

2、展。在傳動系統(tǒng)的設計中的電子控制、液壓傳動、齒 輪、帶鏈的混合傳動，將成為變速箱體中優(yōu)化傳動組合的方向。在傳動設計中的交叉，將成為新型傳動 產品發(fā)展的重要趨勢。關鍵詞： 工藝分析、計算、減速器引言機械設計基礎課程設計是機械設計基礎課程中的一個重要的實踐性教案環(huán)節(jié)，是高等工科院校機械類和近機類專業(yè)學生第一次叫較為全面的機械設計的應用實訓環(huán)節(jié)。通過課程設計這一教案環(huán)節(jié)，力求從課程容上、從分析問題和解決問題的方法、從設計思想上培養(yǎng)學生的工程設計能力。機械設計基礎課程設計的目的：（ 1） 培養(yǎng)學生綜合應用機械設計基礎課程及其他先選修課程的理論知識和生產實際知識去分析和解決工程實際問題的能力，并使所學知

3、識得到鞏固、加深和融會貫通，協(xié)調應用。（ 2） 使學生學習和掌握一般機械設計的基礎設計方法，設計步驟。培養(yǎng)獨立設計能力，為今后專 業(yè)課程設計及畢業(yè)設計打下基礎。（ 3） 使學生在設計中得到基本技能訓練，如計算，繪圖，使用相關資料（手冊、圖冊、標準和規(guī)等）以及正確使用經驗數(shù)據(jù)、公式等?？傊瑱C械設計基礎課程設計是培養(yǎng)學生分析和解決機械設計一般問題能力的初步實踐。目錄、 機械課程設計任務書 、 設計計算說明書 一）電動機的選擇 二）計算傳動設計 三）各軸運動的總傳動比并分配各級傳動比 四）帶傳動設計 五）齒輪傳動設計 六）軸的設計 七）軸的考核鍵的校核 八）聯(lián)軸器的選擇 九）減速器的結構設計 十）

4、 潤滑與密封 十一） 參考資料 、機械零件課程設計任務書設計題目：帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器的設計運動簡圖工作條件 稍有振動，輸送帶單向工作，兩班工作制，使用 10 年，輸送帶速度誤差± 5%設計說明書一份設計工作量減速器裝配圖 1零件工作圖 1 3 設計書說明書 1 份原始數(shù)據(jù)已知條件數(shù)據(jù)輸送帶拉力900輸送帶速度2.5滾筒直徑400、電動機的選擇計算步驟設計計算與容設計結果1 、選擇電動機的類 型。按照工作要求和條件選用 Y 系列一般用途的全封閉自扇式籠型三相異步電動機滾筒的功率 :Pw=F× V/1000PW=2.25KW2、電動機輸出功率=900 &#

5、215; 2.5/1000=2.25kw電動機輸出功率： Pd=Pw/ 又因為 =123 45=0.96 × 0.99 ×0.99 ×0.97 ×0.99×0.96=0.8762Pd=PW/=2.25/0.8762=2.6KW 電動機的額定功率：P=（1.0-1.3）Pd=2.6-3.38KW 電動機的額定功率為 3KW 滾筒轉速： NW=60×1000V/ D=60 ×2.5 ×1000/（3.14 ×400） =119.426r/min 確定總傳動比的圍電動機的轉速n；按表推薦的各種傳動比圍取V 帶傳

6、動比 i1 '=（2-4 ），單級圓柱齒輪傳動比 i2'=（3-5）, 總的傳動 比圍為：i=i1 × i2= （2 4） ×（3 5）=6 20n=（6 20） × 119.426 r/min=716.58 2388.6r/min 在該圍電動機的轉速有： 750r/min 、1000r/min 、 1500r/min ，取電動 機同步轉速為 1000r/min ，因此選擇電動機行型號為： Y132S-6 同步轉速 1000r/min 滿載轉速： 960r/min ， 額定功率 3KW額定轉矩 2.0 。質量 65kgPd=2.6kwNw=119.

7、426r/min同步轉速為 1000r/min額定功率為 3kw計算步驟設計計算與容設計結果1、 計算總傳動比2、 各級 傳 動 比分配i=nm/nw=960/119.426=8.038為使 V 帶傳動的外部尺寸不至于過大，初選傳動比 i=3.2 。 則齒輪傳動比為： i2=i/i1=8.038/3.2=2.512i1=3.2i2=2.512三、各軸運動參數(shù)和動力參數(shù)的計算計算步驟 設計計算與容 設計結果1、 d 軸（電動機軸）2、1 軸（高速軸）3、2 軸（低速軸）3 軸（滾筒軸）Pd=2.6KW nd=960r/min Td=9550Pd/nd=9550 × 2.6/960=25

8、.86N.m P1=P0× 1 =2.6 × 0.96=2.496KW n1=nd/i1=960/3.2=300r/min T1=9550P1/n1=9550 × 2.496/300=79.456N.m P2=P1× 2 3=2.496 ×0.99 × 0.97=2.397KW n2=n1/i2=300/2.512=119.427r/min T2=9550P2/n2=9550× 2.397/119.427=191.68N.m P3=P2× 3× 4參數(shù)軸號d軸1軸2軸3軸功 P(KW)2.62.4962.

9、3972.3018轉速n(r/min)960300119.427119.427轉 矩 T（N.m）25.8679.456191.68183.93傳動比 i3.22.5121效率0.960.970.96=2.397 ×0.97 × 0.99=2.3018KWN3=n2=119.427r/minT3=9550P3/n3=9550 ×2.3/119.427=183.93N.mPd=2.6KWnd=960r/minP1=2.496KWn1=300r/minT1=79.456N.mP2=2.397KWn2=119.427r/minT2=191.68N.mP3=2.3018K

10、WN3=119.427r/minT3=183.93N.m四、 V 帶傳動設計計算步驟設計計算與容設計結果1、確定設計功率 PC由 <<機械設計基礎 >>表 4-5 得 KA=1.3KA=1.32、選擇普通 V 帶型號PC=KAP=1.3× 3=3.9KWPc=3.9kw3、確定帶輪基準直徑根據(jù) PC=3.9KW,nd=960r/min 。由圖 4-9 應選 A 型 V帶。dd1、 dd2。由機械設計基礎圖 4-4 取 dd1=100mm，dd1=100> ddmin=75mmdd1=100mmdd2=nddd1/n1=960 × 100/300

11、dd2=315mm=320mm按表 4-4 取標準直徑 dd2=315mm，則實際傳動比 i 、從動輪的實際轉速分別為：i=dd2/dd1=315/100=3.15i=3.15n2=n1/i=960/3.15=304.7n2=304.74、 驗證帶速 V從動輪的轉速誤差為（ 304.7-300 ） /300=0.015%5、確定帶的基準長度 Ld在± 5%以，為允許值。和實際中心距 a。V= dd1n1/60 × 1000= ( 100 × × 960 ) / ( 60 × 1000 )m/s=5.024m/sV=5.024m/s帶速在 5 2

12、5m/s 圍。由式 (4.13) 得0.7 ( dd1+dd2) a02(dd1+dd2)0.7 ( 100+315) a0 2(100+315)6、 校核小帶輪包角 17、確定 V 帶根數(shù)Z8、 求初拉力 F0 及帶輪 軸上的壓力 F09、帶輪的結構設計10、設計結果290.5 a0 830取 a0=700 由式（ 4-14 ）得L0=2a0+（dd1+dd2） /2+（dd2-dd1）2/4a0 =2×700+（100+315） /2+ （315-100 ） 2/ （ 4× 700） =1482.6mm由表 4-2 選取基準長度 Ld=1600mm 由式（ 4-15 ）

13、得實際中心距 a 為 a a0+（Ld-L0）/2=700+（ 1600-1482.6 ） /2 =758.7mm 759mm 中心距 a 的變動圍為 amin=a-0.015Ld =759.7-0.015 × 1600 =735.7mmamax=a+0.03Ld=758.7+0.03 × 1600=1238.7mm 由式（ 4-17 ）得 1=180o- （ dd1-dd2 ） / × 57.3o =180o-57.3o × （ 315-100 ） /758.7=.76o > 120o 由式（ 4-18 ）得Z Pc/（P0+ P0）KaKL根據(jù)

14、 dd1=100mm，n1=960r/min ，查表 4-6 得， P0=0.95kw 取 P0=0.95kwP0=0.95kw 由式（ 4-6 ）得功率增量 P0 為 P0=0.11kw 由表 4-7 查的 Ka=0.97 查表 4-2 得 Kl=0.99 ，則 Z Pc/（P0+ P0）KaKL=3.9/ （ 0.95+0.11 ）× 0.97 × 0.99 =3.83Z= 3.83 根 取整得根數(shù) 由表 4.1 查得 A 型普通 V 帶的每 M 長質量 q=0.10kg/m ，根據(jù)式 （ 4.19 ）得單根 V 帶的初拉力為F0=500pc/ Zv ×（ 2

15、.5/Ka-1 ） +qv2=154.6 由式（ 8.20 ）可得作用在軸上的壓力 FQ為FQ=2×F0Zsin （.76o/2 ） =2 ×154.6 ×4× sin （.76o/2 ） =1224.31N按本章進行設計（設計過程略）。選用 4 根 A-1600GB V 帶，中心距 a=759mm，帶輪直徑 dd1=100， dd2=315mm，軸上壓力 FQ=1224.31N。a0=700Ld=1600mma 759mmamin=735.7mm amax=1238.7mm 1=.76oP0=0.95kw P0=0.11kwK=0.97Kl=0.99Z

16、=4F0=154.6NFQ=1224.31N結果選擇 4 根 A-1600GB 1V 帶。五、齒輪傳動設計設計一級圓柱齒輪減速器中齒輪傳動，已知：傳遞功率P1=2.496KW電動機驅動，小齒輪轉速 n1=300r/min ，大齒輪轉速 n2=119.427r/min ，傳遞比 i=2.512 ，單向運轉，載荷變化不 大，使用期限十年，兩班工作。設計步驟1、選擇齒輪材料及精度 等級。2、按齒輪面接觸疲勞 強度設計計算方法和容小齒輪選用 45 調質鋼，硬度為 230HBS；大齒輪選用 45 鋼正火， 硬度為 200HBS。因兩齒輪均為鋼質齒輪，可應用式（ 5.28 ）求出 d1 值。確定有 關參數(shù)

17、與系數(shù)：（ 1）轉矩 T1T1=9.55 × 106P/n=79456N.mm（ 2）載荷系數(shù) K查表 5.7 取 K=1.1（3）齒輪 Z1 和齒寬系數(shù)小齒輪的齒數(shù) z1 取為 25，則大齒輪齒數(shù) Z2=2.512 ×25=62.8 。 故 Z2=63（ 4）許用接觸應力【 H】由機械設計基礎中表5.5查的Hl=5 30MPaH2=490Mpa由表 5.8 知 d =1.1設計結果d12671 2 K T1 u 13 67H1 K dT1 uu 13 671 2 1.1 79456 2.512 1 490 1.1 2.51259.28mm3、齒根彎曲疲勞強度校核計算模數(shù)

18、m=d1/ z1=2.37 由表 5.1 取標準模數(shù) m=2.5mm d1=mz1=2.5×25mm=62.5mm d2=mz2=2.5× 63=157.5mm 取 b2=65mmb1=b2+5mm=70mma=0.5 m （z1+z2）=0.5×2.5 ×（ 25+63） =110mm由表 5.9 知 YFs1=4.21 YFs2=4.00 由表 5.5 知 bb1 310MPa bb2 295MPaT1=130516.67N.mmZ1=25Z2=63H1=530MPaH2=490Mpad1=59.28 mmb1=70mma=110mmbb168.51

19、MPabb1bb2bb1 <設計步驟選擇軸 的 材 料， 確 定許用應 力。1、2、 按鈕轉 強 度 估算 軸 徑。設計軸 的 結 構并 繪 制結構草圖3、1）、確定的定軸 上 零件 位 置 和固 方式2kT12 3 YES1 68.51MPa dz mYES2YES1bb1 】彎曲疲勞強度足夠bb1 65.09MPabb2 <【 bb2 】bb2 69.09MPa六、軸的設計由前面計算可知：傳動功率P2=2.397KW,轉速 n2=119.427r/min ，工作單向轉動軸采用深溝球軸承支撐。計算方法和容設計結果由已知條件知減速器傳遞的功率屬于中小功率，對材料無特殊要求，故選用

20、45 鋼并經調質處理。查表 7.1 得強度極限 B=640MPa，查表 7.1 得許 用彎曲應力【 -b1】 =60MPa。查表 7.2 得 C=107118. 又由式（ 7.2 ）得：Pd C× . 3n2.397=（ 107118）× 3119.427=29.05 32.04 考慮到軸的最小直徑出要安裝聯(lián)軸器，會有鍵槽存在，故將估算直徑加大 3%7%，取為 29.92 34.28mm。查書 233 頁附表彈 性柱銷 聯(lián)軸器 （GB5014-1985 摘錄）取 d1=32mm 查表 9.2 知工作系數(shù) K=1.8軸的計算轉矩為：TC=K×9550× P

21、/n=345.02N.m查書 233 頁附表彈性柱銷聯(lián)軸器，（ GB5014-85 摘錄）得 HL3 型聯(lián)軸器， 半聯(lián)軸器輪轂長 L=82mm，鍵槽長 L1=60mm。（1）、確定軸上零件的布置方案和定位方式，將齒輪布置在中間， 對稱于兩端軸承。齒輪用軸肩與軸套作軸向定位，用平鍵和配合 H7/K6 作 周向定位。軸的軸向定位是用軸端蓋凸緣單向固定外圈來實現(xiàn)的。軸外伸 段半聯(lián)軸器用軸肩和軸端擋圈作軸向定位的，用平鍵和配合 H7/K6 作周定 位。（2）、確定軸的各段直徑 、由上述可知軸段 1 直徑最小 d1=32mm。軸的直 徑d1018> 18 30> 30 50> 50 8

22、0> 80 100軸上圓角倒角C1/R11.62.03.04.05.0最小軸肩高度hmin22.533.54.5軸環(huán)寬 度bb 1.4h軸上圓角半徑R0.81.01.622.5（2）、確定 各 軸 段的 直 徑 -b1 】 =60MPaFr=1505.26NTC=345.02N.mL1=82mm L=60mmd1=32mm 、軸段 2考慮到要對安裝在軸段 1 上的聯(lián)軸器進行定位，軸段 2上應有 軸肩，同時為能很順利地在軸段 2 上安裝軸承，軸段 2 必須滿足軸承徑的 標準，至少應滿足：d2=38mmd3=40mmd4=42mmd5=50mmd6=d2=38mm轂寬為 38mmd1+2&#

23、215;3mm=32+6=38mm取軸徑 d2=38，并根據(jù)機械設計基礎課程設計指導書228 頁附表 10.5選用 6208 型軸承。 、軸段 3 不考慮對安裝在軸 2 上的零進行定位，只要求有一定圓角即 可，至少應滿足：d3=d2+1 5mm取標準 d3=40mm。 、軸段 4 一般要比軸段 3的直徑大 10mm，所以有 d4=d3+1 5mm取標準 d4=42 、為了便于拆卸左軸承，根據(jù)書 228 頁附表 10.5 可知， 6028 型軸承的 最小安裝直徑：da=47mm，所以取 d5=50mm 、軸段 6與軸段 2 安裝相同型號的軸承，所以該軸徑為： d6=d2=38mm（ 3）、確定軸

24、的各段長度 、已知轂寬為 38mm，為了保證齒輪固定可靠，軸段3 的長度應略短于齒輪輪轂寬度 2mm，取軸段 3 的長度為 36mm。 、軸環(huán)的寬度約為該最小軸肩高度的 1.4 倍，即附表如上可得：所以軸 環(huán)的寬度為 7mm。（ 3）、確定 各 軸 段的 長 度 、為保證齒輪端面與箱體壁不相碰，齒輪端面與箱體壁間應留有一定的 間距，可取該間距為 14mm。B=18mmL=88mma =156.25mmdf=20mm 1=8mm 、為了保證軸承安裝在箱體軸承座孔中，并考慮軸承的潤滑，取軸承端 面距箱體壁的距離為 8mm。又查書 228 的附表 10.5 知， 6208 型滾動軸承 的寬度為： B

25、=18mm。所以軸承支點的距離為：L= （ 18/2+2+14+38/2 ）×2=88mm 、確定軸段 2 的長度時，要根據(jù)軸段安裝的零件尺寸來決定，所以有： a、上有一套筒，與齒輪端面與箱體壁間應留有一定的間距相同，故取套 筒的長度為 20mm。套筒左端緊靠與齒輪的圈橫截面，套筒右端有2mm的倒角，且右端使其軸承定位，由上述可知 6208 型軸承的寬度為 18mm。 b、減速器中兩個齒輪的中心距a =156.25mm，并且設軸承座端面距外箱體的距離為 y，則： 查書地腳螺釘直徑為：df=0.036a+12=0.036 × 156.25+12=17.625mm 圓整后得：

26、df=20mm 箱蓋的壁厚為： 1=0.02a+1mm=0.025 × 156.25+1=4.906mm 8mm 取 1=8mm 軸承端蓋螺釘直徑： d3=（ 0.4-0.5 ）df= （0.4 0.5 ）× 20mm=（8 10） mm 取 d3=8mm查書軸旁連接螺栓直徑為：d 1=0.75df=0.75 × 20=15mm 由于較大的偶數(shù)則 d1 =16mm，所以軸承的連接螺栓直徑為 查手冊表 4.2,c1min=22 ， c2min=20 所以軸承座端面距離箱壁的距離為 y 為：y= 1+C1min+C2min+（ 5 10 ） =8+22+20+5=55

27、mmC、外壁圓角半徑一般為 3 5mm，取圓角半徑為 4mm。 d、由 b、步可知 d3=8mm 螺釘連接外裝式軸承的厚度為：e=1.2d316mm寫為 M16=1.2 × 8mm=9.6mme、軸段 2 伸出箱體外的長度一般為 15 20mm，為了方便計算取該軸段的 伸出長度為 18mm。 、軸段 1的長度確定，根據(jù)聯(lián)軸器的長度來確定其長度，查書233 頁知L =82mm。 、在軸段 1、 3 上分別加工出鍵槽，使兩鍵槽處于軸的同一圓柱母線 上，鍵槽的長度比相應的輪廓寬度約小5 10mm，鍵槽的規(guī)格查書軸段 1的鍵槽深度為 5.5mm，寬度為 14mm；軸段 3 的鍵槽深度為 7m

28、m，寬度為 18mm。d1=15mmcmin=22 ， c2min=20y=55mme=10mmL =82mm。軸全長為 L=82+18+55+10+6+20+38=239mm 兩軸承之間的跨距為 203mm七、軸承的選擇與校核設計步驟設計計算與容設計結果一、軸承的當量由前面計算知 d2=38mm，選用 6208 型號的軸承。動載荷查書 232 頁查表 8.15 知：載荷系數(shù) fp=1.2fp=1.2查書 232 頁查表 8.14 知：溫度系數(shù) fT=1fT=1因為此 Fa=0由 P=fp× Fr=1.2 × 1505.26P=1806.312N=1806.312N二、 試

29、選軸承型因為是球軸承 =3號根據(jù)軸頸 d=38mm，選擇 6208 型，并查書 228 頁附=3表 10.5 得該型號軸承的基本額定動載荷 Cr=29.5KN基本額定靜載荷 Cor=18.0KN Cr=29.5KN由表 8.16 知：軸承預期壽命Lh 的參數(shù)值為Cor=18.0KN4000060000h在因為該軸承要工作 5 年且 24 小時連續(xù)工作，所以有：三、由預期壽命求所需 c 并校核Lh=5 × 52×5× 24=31200hCmax= fpP/fT 3 60nL6 hCmax= fpP/fT 3 106=13155.58N選擇 6208 軸承 Cr=29

30、.5KN滿足要求 Cmax<Cr，選擇合適。滿足要求 Cmax< Cr，選擇合適八、鍵的設計設計步驟設計計算與容設計結果一、 聯(lián)軸器的鍵選擇 C型健選擇 C 型鍵由軸 徑 d1=32mm，在表查得健 寬 b=10mm，健高 h=8mm，1、 選擇健的型號L=22110mm。b=14mmL=70mm（ 1.6 1.8 ） dh=9mml1=L-0.5b=70-0.5 × 10=65mm 由式 6.1 得jy1= 4T/dhl 【jy 】L=22 110mm2、寫出健的型號選健為 C22× 110GB/T1096-2003二、 齒輪鍵的選擇選擇 A 型健選擇 A 型

31、鍵1、選健的型號軸徑 d3=40mm，為了使加工方便，應盡量選取相同得健高和b=12mm2、寫出鍵的型號健寬。但強度不夠。h=8mm故 健寬 b=12mm，高 h=8mm， L=50mm l2=L-18=50-18=32mm jy2= 4T/dhl 【 jy 】選取鍵 A28× 140GB/T1096-1979L=28 140mm九、聯(lián)軸器的選擇設計步驟設計計算與容設計結果一、計算聯(lián)軸器由表 16.1 查得工作情況系數(shù) K=1.3的轉矩由式 16.1 得二、確定聯(lián)軸器主動端 TC1=KT2TC1=249.18N· mm的型號=1.3 × 191.68=249.18

32、N · mm從動端 TC2=KTW=1.3 × 183.93 =239.113N·m Tm由前面可知： dC = 29.05 32.04mm 又因為 d（ 1+0.05 ）= （29.05 32.04 ）（ 1+0.05 ） =30.5 33.64mm n2=119.427r/min n 由附表 11.5 可確定聯(lián)軸器的型號為彈性柱銷聯(lián)軸TC2=239.113 N ·m器HL3 GB5014-85。標記為： HL3GB5014-85。十、減速器箱體設計設計步驟設計計算與容設計結果軸中心距a=155mma=155mm箱體壁厚 1=0.02a+1mm=4.9

33、06mm 8mm 1=8mm箱蓋壁厚 1=0.02a+1 8mm 1=4.906 8mm機座凸緣厚度b=1.5 × =12mm b1=1.5 1=12mmb=12mm機蓋凸緣厚度b2=2.5 =2.5 × 8=20mmb2=20mm機蓋底凸緣厚度df=0.036a+12df=17.58mm地腳螺栓直徑=17.625mm 取整偶數(shù) 20mm地腳螺釘數(shù)目a250，n=4n=4軸承旁聯(lián)結螺栓直徑蓋與座連接螺栓直徑d1=0.75df=15mm 查表取 16mmd1=0.75df=15mm聯(lián)結螺栓 d2 的間距d2=（ 0.5 0.6 ） df軸承端蓋的螺釘直徑=10 12mm 取

34、d2=12mmd2=12mmd3l=150 200mml=150 200mm窺視孔蓋螺釘直徑 d4由表得： d3=（0.4 0.5 ）dfd3=810mm定位銷直徑=8 10mmdf 、 d1、 d2 至外壁距d4=（ 0.3 0.4 ）df=6 8mmd4=68mm離df 、d2 至凸緣距離d=（ 0.3 0.4 ） d2=8.4 9.6mm凸臺高度外箱壁至軸承座端面C1=20mmC1=20mm與箱壁距離C2=18mmC2=18mm機蓋機座力厚h=0.36D2=0.36 × 130=46.8mmh=46.8mm軸承端蓋外徑軸承旁連接螺栓距離l1=C1+C2+（5 10）=43 48mm 取 l1=47mml1=47mm 1 > 1.2 1=9.6mm 1=9.6mm 2 &g